浅谈刮板输送机减速器的设计-毕业设计说明书

中北大学继续教育学院2013届毕业设计说明书设计任务书-矿用链板输送机传动装置设计1.1设计条件（1）机器用途：煤矿井下运煤；（2）工作情况：单向运输，中等冲击；（3）运动要求：输送机运动误差不超过7%；（4）工作能力：储备余量15%；（5）使用寿命：十年，每年300天，每天8小时；（6）检修周期：半年小修，一年大修；（7）生产批量：小批量生产；（8）制造厂型：中小型机械厂；1.2输送机简图，如图11.3原始数据运输机链条速度：0.5m/s；运输机链条拉力：16KN；主动星轮齿数：9；主动星轮节距：50mm；1.4设计任务（1）设计内容：①电动机选型②传动件设计③减速器设计④联轴器选型设计；（2）设计工作量：①装配图1张②零件图2张；2传动方案的拟定根据传动装置各部分的相对位置（如图1），综合考虑工作机的性能要求、工作条件和可靠性，以使结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低、传动效率满足要求等，选择二级圆锥-圆柱齿轮减速器，机构运动简图如图2：3电机的选择3.1计算运输机主轴的转速和功率（1）转速由原始数据可得主动星轮的直径d===143.3㎜,则===66.672r/min（2）功率pw=Fv=12×0.5=6kw3.2电动机的功率（1）传动装置的总效率η由参考文献[1]表1-2查得：滚筒效率η1=0.96；弹性联轴器效率η2=0.99；滚动轴承效率η3=0.98；圆柱齿轮传动效率η4=0.97；圆锥齿轮传动效率η5=0.95；总效率η=η12η22η33η4η5=0.962×0.992×0.983×0.97×0.95=0.7834（2）所需电动机的功率Pr=Pw/η=6/0.7834=7．659kw3.3选择电动机的型号根据工作条件：煤矿下运输，应选择防爆电机。查参考文献[2]表7-2-2选择电动机的型号为Y160L-6，额定功率11kw，满载转速970r/min,电动机轴伸直径48mm。4运动和动力参数的计算4.1分配传动比（1）总传动比：i=970/66.672=14.549（2）各级传动比：直齿圆锥齿轮（高速级）传动比i12=0.25i=3.637斜齿圆柱齿轮（低速级）传动比i23=4（3）实际总传动比i实=i12·i23=3.637×4=14.548因为Δi=i实－i=0.001<0.05,故传动比满足要求。4.2运动和动力参数计算（各轴标号见图2）（1）轴0（电动机轴）P0=Pr=7．659kwn0=970r/minT0=9550×7．659/970=9550×10.21/940=75．406N·m（2）轴1（高速轴）P1=P0·η1·η2=7.659×0．96×0．99=7．279kwn1=n0=970r/minT1=9550P1/n1=9550×7．279/970=71．664N·m（3）轴2（中间轴）P2=P1·η3·η5=7．279×0.98×0.95=6．777kwn2=n1/i12=970÷3.637=266.703r/minT2=9550P2/n2=9550×6．777/266.667=323.5297N·m（4）轴3（低速轴）P3=P2·η3·η4=9.034×0.98×0.97=8.588kwn3=n2/i23=266.667÷4=66.67r/minT3=9550P3/n3=9550×8.588/66.67=1230.169N·m（5）轴4（运输机主轴）P4=P3·η1·η2·η3=8kwn4=n3=66.67r/minT4=9550P4/n4=9550×8/66.67=1145.943N·m5传动件的设计计算5.1闭式直齿圆锥齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料，确定许用应力由参考文献[3]表16.2-60，表16.2-64及图16.2-17,图16.2-26,小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217～255σHlim1=580MPa,σFlim1=220MPa大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162～217σHlim2=560MPa,σFlim2=210MPa查参考文献[3]表16.2-16,取SH=1.25,SF=1.6,则[σH]1=σHlim1/SH=464MPa[σF]1=σFlim1/SF=137.5MPa[σH]2=σHlim2/SH=448MPa[σF]2=σFlim2/SF=131.25MPa（2）按齿面接触强度设计小齿轮的大端模数取齿数Z1=16，则Z2=Z1·i12=16×3.525=56.4,取Z2=57实际齿数比μ=Z2/Z1=3.5625分锥角δ1=arctan=arctan=15.6795°δ2=arctan=arctan=74.3205°取载荷系数K=1.5由参考文献[3]表16.4-26de1＇=1951=1951×=112.711㎜大端模数m=de1＇/Z1=7.04查参考文献[3]表16.4-3，取m=8（3）齿轮参数计算大端分度圆直径d=zm=128㎜d=zm=57×8=456㎜齿顶圆直径=128+2×8×cos15.6795°=143.405㎜456+2×8×cos74.3205°=460.324㎜齿根圆直径=128-2.4×16cos15.6795°=91.029㎜=456-2.4×16cos74.3205°=445.622㎜取齿宽系数外锥距128/2sin15.6795°=236.866㎜齿宽71.06㎜,取b=71㎜中点模数6.8㎜中点分度圆直径108.8㎜387.6㎜当量齿数16.618,210.911当量齿轮分度圆直径113㎜1434.129㎜当量齿轮顶圆直径126.6㎜1447.729㎜当量齿轮根圆直径106.185㎜1347.64㎜当量齿轮传动中心距773.5645㎜当量齿轮基圆齿距20.064㎜啮合线长度=34.368㎜端面重合度1.713齿中部接触线长度=59.104㎜（4）验算齿面接触疲劳强度由参考文献[4]式5-49得：取，，代入各值可得：小齿轮=273.213MPa<=464MPa大齿轮=138.927MPa<=448MPa故齿轮的齿面接触疲劳强度满足要求。（5）校核齿轮弯曲疲劳强度由参考文献[4]式5-47得：式中查参考文献[3]图16.4-25得：，再由参考文献[3]式16.4-12=0.25+0.75/1.173=0.688所以=20.025MPa<=137.5MPa即齿轮的弯曲强度也满足要求。5.2闭式斜齿圆柱齿轮传动的设计计算（1）选择材料，确定齿轮的疲劳极限应力由参考文献[3]表16.2-60、表16.2-64及图16.2-17、图16.2-26选择齿轮材料为：小齿轮：45号钢，调质处理，HB=217～255=580MPa=220MPa大齿轮：45号钢，正火处理，HB=162～217=560MPa=210MPa（2）按接触强度，初步确定中心距，并初选主要参数由参考文献[3]表16.2-33式中：小齿轮传递的转矩=323.5297N·m载荷系数取K=1.5齿宽系数取=0.3齿数比暂取=4许用接触应力：按参考文献[3]表16.2-46，取最小安全系数=1.25，按大齿轮计算：=448MPa将以上数据代入计算中心距的公式得：=300.607㎜圆整为标准中心距㎜按经验公式，=(0.007～0.002)×300=2.1～6㎜取标准模数=4㎜初取β=12°,cos12°=0.978取=29，==4×29=116精求螺旋角β：,所以β=14°48′=4.1378㎜=4.1378×29=119.996㎜齿宽=0.3×300=90㎜（3）校核齿面接触疲劳强度按参考文献[4]式5-39式中：分度圆上的圆周力=5392.341N查参考文献[3]表16.2-43,节点区域系数按β14°48′，x=0查参考文献[3]图16.2-15,=2.41重合度系数取=0.88螺旋角系数代入数据：=312.663MPa<=448MPa故接触疲劳强度满足要求。（4）校核齿根弯曲疲劳强度按参考文献[4]式5-37式中：=323.5297N·m复合齿形系数：首先计算当量齿数=128.4由此查参考文献[3]图16.2-23得=4.12,=3.94重合度与螺旋角系数：首先按参考文献[4]式5-12计算端面重合度=[1.88-3.2(1/29+1/116)]×0.9667=1.684据此查参考文献[3]图16.2-25得=0.62代入数据：=59.369MPa计算许用弯曲应力:查参考文献[3]表16.2-46取=1.6按大齿轮计算则=131.25MPa可见，故弯曲疲劳强度满足要求。（5）主要几何尺寸=4㎜=4.1378㎜=29=116β=14°48′29×4.1378=119.996㎜=116×4.1378=479.985㎜=119.986+2×4=127.996㎜=479.985+2×4=487.985㎜=0.5×(119.996+479.985)=300㎜=90㎜取=95㎜，=90㎜6轴的设计6.1减速器高速轴1的设计（1）选择材料由于传递中小功率，转速不太高，故选用45优质碳素结构钢，经调质处理，查参考文献[4]表12-1得材料的力学性能数据为：MPaMPaMPa（2）初步估算轴径由于材料为45钢，查参考文献[3]表19.3-2选取A=115，则得：=25.04㎜考虑装联轴器加键需将其轴径增加4%～5%，故取轴的最小直径为30㎜（3）轴的结构设计如图3所示，主要尺寸已标出.（4）轴上受力分析（如图4a所示）①齿轮上的作用力圆周力：=1812.298N径向力：=635.078轴向力：=178.098②求轴承的支反力水平面上支反力：垂直面上支反力：=487.649N=1065.057N（5）画弯矩图（如图4b、c）剖面B处弯矩：水平面上弯矩=233.8N·m垂直面上弯矩=72.2N·m合成弯矩=244.694剖面C处弯矩：=9.7N·m（6）画转矩图（如图4d）98.6N·m（7）计算当量弯矩因单向回转，视转矩为脉动循环，，则=0.602剖面B处当量弯矩=251.3N·m剖面C处当量弯矩=60.1N·m（8）判断危险剖面并验算强度①剖面B处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，故剖面B为危险剖面=MPa=39.3MPa<59MPa②剖面C处直径最小，为危险剖面MPa=22.3MPa<MPa所以该轴强度满足要求。6.2减速器中间轴2的设计（1）选择材料（同轴1）（2）初步估算轴径=37.2㎜考虑安装齿轮加键，需将其轴径增加4%～5%，故取轴的最小直径为40㎜（3）轴的结构设计如图5所示，主要尺寸已标出。（4）轴上受力分析（如图6a）①齿轮2上的作用力齿轮2的受力与齿轮1大小相等，方向如图6a所示:圆周力：=1812.298N径向力：635.078N轴向力：178.098N②齿轮3上的作用力圆周力：=5392.341N径向力：=2030.259N轴向力：=1424.718N③求轴承的支反力水平面上支反力：=-（5392.341×105－1812.298×345）/450=131.216N=(5392.341×345－1812.298×105)/450=3711.259N垂直面上支反力：=(178.098×456×0.85/2+635.078×345+2030.259×105-1424.718×119.996/2)/450=847.365N=(1424.718×119.996/2+2030.259×345+635.078×105-178.098×456×0.85/2)/450=1817.972（5）画弯矩图（如图6b、c）剖面D处弯矩：水平面上：=105×3711.259×0.001=389.7N·m垂直面上：=105×1817.972×0.001=190.9N·m=(105×1817.972-1424.718×119.996/2)×0.001=105.4N·m合成弯矩：=433.9N·m=403.7N·m（6）画转矩图=323.5297N·m（7）计算当量弯矩用剖面D处的最大合成弯矩计算当量弯矩：=475N·m（8）判断危险剖面并验算强度剖面D处当量弯矩最大，为危险剖面：=38MPa<=59MPa即该轴强度满足要求。6.3减速器低速轴3的设计（1）选择材料：查参考文献[4]表12-1选40Cr合金钢，调质处理，=750MPa,=118MPa,=69MPa。（2）轴的结构设计如图7所示，主要尺寸已标出。（3）轴上受力分析（如图8a）①齿轮4的作用力齿轮4的受力与齿轮3的受力大小相等，方向如图8a所示圆周力：=5392.341N径向力：=2030.259N轴向力：=1424.718N②求轴承的支反力水平面上：=5392.341×103/440=1262.298N=5392.341×337/440=4130.043N垂直面上：=(2030.259×103+1424.718×479.985/2)440=1252.36N=(2030.259×337-1424.718×479.985/2)/440=777.9N（4）画弯矩（如图8b、c）剖面C处弯矩：水平面上：=425.4N·m垂直面上：=422N·m=(1252.36×337-1424.718×478.985/2)×0.001=80.1N·m最大合成弯矩：=599.2N·m（5）画转矩图（如图8d）=1230.169N·m（6）计算当量弯矩=69/118=0.585剖面C处当量弯矩=936.4N·m剖面D处当量弯矩=719.6N·m（7）判断危险剖面并验算强度①C处当量弯矩最大，为危险剖面。MPa=27.3MPa<69MPaD直径最小，并受较大转矩，为危险剖面MPa=57.5MPa<=69MPa7滚动轴承的选择与寿命计算7.1减速器高速轴滚动轴承的选择与寿命计算（1）轴承的选择高速轴的轴承既受一定径向载荷，同时还承受轴向载荷，选用圆锥滚子轴承，初取d=40㎜,由参考文献[3]表20.6-79选用型号为30208，其主要参数有：d=40㎜,D=80㎜,Cr=63KN,e=0.37,Y=1.6。查参考文献[4]表14-11:当时，X=1，Y=0；当时，X=0.4,Y=1.6。（2）计算轴承受力（如图9）求轴承径向载荷根据“轴的设计”中已算出的高速轴1的轴承支反力，有：=1474.555N=3376.293N求轴承的轴向载荷轴承内部轴向力Fs,按参考文献[4]表14-13：=1474.555/2×1.6=460.798N=3376.293/2×1.6=1055.092N轴承的轴向载荷：因轴承Ⅰ被“压紧”，故：=1233.19N=1055.092N（3）求轴承的当量动载荷P轴承Ⅰ:=1233.19/1474.555>e=0.37查[4]表14-12，=1.5=1.5×(0.4×1474.555+1.6×1233.19)=3844.389N轴承Ⅱ:=1055.095/3376.293=0.313<e=0.37=1.5×3376.293=5064.439N因轴承相同，且,故应以作为轴承寿命计算的依据。（4）求轴承的实际寿命已知滚子轴承=10/3=79083h根据设计条件，使用寿命十年，第年300天，每天8小时，则L=10×300×8=24000h因，故所选轴承合适。7.2减速器中间轴滚动轴承的选择与寿命计算（1）轴承的选择中间轴的轴承也是既受一定径向载荷，同时还承受轴向载荷，选用圆锥滚子轴承，初取d=40㎜,由参考文献[3]表20.6-79选用型号为30208，其主要参数有：d=40㎜,D=80㎜,Cr=63KN,e=0.37,Y=1.6。查参考文献[4]表14-11:当时，X=1，Y=0；当时，X=0.4,Y=1.6。（2）计算轴承的受力（如图10）①求轴承的径向载荷根据“轴的设计”中已算出的中间轴轴承的支反力，=857.464N=4132.61N求轴承的轴向载荷轴承内部轴向力Fs,按参考文献[4]表14-13：=857.464/2×1.6=267.958N=4132.61/2×1.6=1291.44N轴承的轴向载荷：其中1424.718-178.098=1246.62N因，使轴承Ⅱ被“压紧”，故：=267.958N267.958+1246.62=1514.578N（3）求轴承的当量动载荷P轴承Ⅰ：=267.958/857.464=0.313<e=0.37=1.5×857.464=1286.196N轴承Ⅱ：=1514.578/4132.61=0.3665<e=0.371.5×4132.61=6198.92N因轴承尺寸相同且,故应以作为轴承寿命计算的依据。（4）求轴承的实际寿命已知滚子轴承=10/3=142111h>L=24000h故所选轴承满足要求。7.3减速器低速轴滚动轴承的选择与寿命计算（1）轴承的选择根据受力要求，轴承将承受较大的径向力和轴向力，选取圆锥滚子轴承，由参考文献[3]表20.6-19选用型号为32010，其主要参数为：d=50㎜,D=80㎜,Cr=61KN,e=0.42,Y=1.4。查参考文献[4]表14-11：当时，X=1，Y=0；当时，X=0.4,Y=1.4（2）计算轴承受力（如图11）求轴向载荷根据“轴的设计”中已算出的低速轴3的轴的支反力：1778.146N4202.664N求轴向载荷轴承内部轴向力Fs,按参考文献[4]表14-13：1778.416/2×1.4=635.052N=4202.664/2×1.4=1500.951N轴承的轴向载荷：其中=1424.718N,因使得轴承Ⅰ被“压紧”，故：=1500.951+1424.718=2925.669N=1500.951N（3）求轴承的当量动载荷轴承Ⅰ:=2925.669/1778.146>e=0.42查参考文献[4]表14-12，=1.51.5×(0.4×1778.146+1.4×2925.669)=7210.792N轴承Ⅱ:=1500.951/4202.664=0.36<e=0.42=1.5×4202.664=6303N因所选两轴承相同，且，故应以作为轴承寿命计算的依据。（4）求轴承的实际寿命已知滚子轴承ε=10/3=30837h>L=24000h即所选轴承满足使用要求。8联轴器的选择8.1输入端联轴器的选择根据工作情况要求，决定高速轴1与电动机轴之间选用弹性柱销联轴器。按参考文献[4]15-1，计算转矩为，由转矩变化较小，查参考文献[4]表15-1有=1.5，又因=103.729N·m,所以=1.5×103.729=155.59N·m根据=155.59N·m小于公称转矩，n=940r/min小于许用转速及电动机轴伸直径=48㎜,高速轴轴伸直径d=30㎜,查参考文献[3]表22.5-37，选用型其公称转矩630N·m,许用转速5000r/min,轴孔直径范围d=30～48㎜,孔长=82㎜，=82㎜，满足联接要求。标记为:HL3联轴器8.2输出端联轴器的选择根据工作情况要求，决定低速轴3与运输机主轴之间也选用弹性柱销联轴器。按参考文献[4]15-1，计算转矩为，依然查参考文献[4]表15-1有=1.5，此时T=1230.169N·m,所以=1.5×1230.169=1845.25N·m根据=1845.25N·m小于公称转矩，=66.67r/min小于许用最高转速及输出轴轴伸直径d=50㎜,查参考文献[3]表22.5-37，选用LH5型其公称转矩2000N·m,许用转速3500r/min,轴孔直径范围d=50～70㎜,孔长=142㎜，=142㎜，满足联接要求。标记为:HL5联轴器9键联接的选择和验算9.1联轴器与高速轴轴伸的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79），由d=30㎜，查参考文献[5]表3.2-18得b×h=8×7,因半联轴器长82㎜，故取键长L=70㎜，即d=30㎜,h=7㎜,l=L-b=62㎜,T=98.589N·m由轻微冲击，查参考文献[4]表10-1得=100MPa,所以4×1000×98.589/30×7×62=30.288MPa<=100MPa故此键联接强度足够。9.2小圆锥齿轮与高速轴1的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79），由d=30㎜，查参考文献[5]表3.2-18得b×h=10×8,取键长L=100㎜，即d=30㎜,h=8㎜,l=L-b=90㎜,T=98.589N·m由轻微冲击，查参考文献[4]表10-1得=100MPa,所以4×1000×98.589/30×8×90=18MPa<=100MPa故此键联接强度足够。9.3大圆锥齿轮与中间轴2的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79），由d=50㎜，查参考文献[5]表3.2-18得b×h=14×9,因大圆锥齿轮齿宽71㎜，故取键长L=64㎜，即d=50㎜,h=9㎜,l=L-b=50㎜,T=323.5297N·m由轻微冲击，查参考文献[4]表10-1得=100MPa,所以4×1000×323.5297/50×9×50=57.5MPa<=100MPa故此键联接强度足够。9.4小斜齿圆柱齿轮与中间轴2的键联接由于轴直径和传递转矩相同，可采用与大圆锥齿轮和中间轴之间的键联接相同的键亦可满足强度要求。9.5大圆锥齿轮与低速轴3的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79），由d=70㎜，查参考文献[5]表3.2-18得b×h=20×12,因大圆锥齿轮齿宽为90㎜，故取键长L=80㎜，即d=70㎜,h=12㎜,l=L-b=60㎜,T=1230.169N·m由轻微冲击，查参考文献[4]表10-1得=100MPa,所以4×1000×1230.169/70×12×60=97.6MPa<=100MPa故此键联接强度足够。9.6输出端与联轴器的键联接采用圆头普